课程设计 CAD 锥齿轮.doc

二级锥齿轮减速器课程设计目录1.电动机的选择51.1电动机类型和结构形式的选择51.2电动机容量51.3电动机的转速51.4电动机的技术数据和外形、安装尺寸62.1传动装置总传动比63计算传动装置的运动和动力参数73.1各轴转速73.2各轴输入，输出功率73.3各轴输入转矩84.传动件的设计计算94.1圆锥齿轮的设计计算94.1.1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数94.1.2、按齿面接触疲劳强度设计104.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计114.1.4几何尺寸计算134.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计13已知：输入功率P2=4.2kw，小齿轮转速为384r/min，齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为8年（每年工作300天）单班制，带式输送机，工作时有轻微震动，单向运转。134.2.1选定齿轮精度等级，材料及齿数135.联轴器的选择185.1联轴器的选择185.1.1 刚性联轴器185.1.2有弹性元件的挠性联轴器196.轴的设计与校核196.0轴径的初算196.0.1高速轴的最小轴径计算206.0.2中间轴最小轴径的初算206.0.3低速轴最小轴径的初算206.1.1高速轴的设计与轴承的选择206.1.3.输出轴设计与轴承的选择2362.1轴的校核246.3.1齿轮1受力246.3.2 求垂直面内的支撑反力257.键的设计和校核277.1.1选用键的类型277.1.2校核键的连接强度277.2中间轴上的键的设计和校核287.2.1选用键的类型287.2.2校核键的连接强度287.3低速轴上键的设计和校核287.3.1选用键的类型287.3.2校核键的连接强度298.滚动轴承的选择及计算308.1设计1号轴的轴承308.1.1 1轴309.铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸的确定3310附件的设计3410.1.视孔盖和窥视孔3410.2.放油孔与螺塞3410.3.油标3410.4.通气孔3410.5.起盖螺钉3410.6.定位销3510.7.吊钩3511.润滑和密封3512设计小结3613参考文献37计算过程及计算说明主要结果1.电动机的选择1.1电动机类型和结构形式的选择按工作要求和工作条件，选择Y系列三相交流异步电动机。1.2电动机容量：弹性联轴器的效率为0.99：圆锥滚子轴承的效率为0.98：8级精度的一般圆锥齿轮传动效率为0.96：8级精度的一般圆柱齿轮传动效率为0.97=0.84所需电动机的输出功率为：式中按下式计算 ： = 或=则=KW则： =4.51 kw查机械设计手册符合这一范围功率的有5.5kw,7.5kw由于则初选=5.5kw1.3电动机的转速=99.31r/min 由机械设计课程设计表2-2查得传动比范围为ia=815可选电动机的最小转速= r/min =794.48r/min 可选电动机的最大转速= r/min =1489.65r/min 根据容量和转速，符合这一范围的有750r/min ,1000r/min由有关手册综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择故选定电动机型号为Y132M261.4电动机的技术数据和外形、安装尺寸查出Y132M6型电动机的技术数据和外形、安装尺寸，并列表备用。 表1-1电机技术数据电机型号额定功率电流满载转速电机质量轴径mmY132M2-65.5Kw12.6A960轻382计算传动装置总传动比和分配各级传动比2.1传动装置总传动比在传动装置中，总的转动比为电动机转速与工作机转速之比即 有任务书的传动系统图知，该传动装置的总转动比等于二级传动比的乘积，即 闭式直齿锥齿轮，闭式斜齿圆柱齿轮。nm=1000r/min; =1000/99.31=10.072.2分配各级传动比第一级圆锥齿轮传动比： 2.5第二级圆柱齿轮传动比：43计算传动装置的运动和动力参数3.1各轴转速联接电动机的轴为轴，减速器的高速轴为轴，低速轴为轴，联接工作机的轴为轴。各轴转速为： 3.2各轴输入，输出功率按机器的输出功率计算各轴输入功率，即：=4.51kw轴的输入，输出功率：=4.510.99=4.46kw4.460.98=4.37kw轴的输入，输出功率：4.370.96=4.2kw4.20.99=4.12kw轴的输入，输出功率：4.120.97=4.00kw4.000.98=3.92kw轴的输入，输出功率：3.920.99=3.88kw3.880.98=3.80kw3.3各轴输入转矩按机器的输入转矩计算各轴输入输出转矩，即：=9550=43.07N轴的输入，输出转矩：轴的输入，输出转矩：轴的输入，输出转矩：轴的输入，输出转矩：动力和动力参数计算结果整理于下表备用：表3-1运动和动力参数轴号功率P/Kw转矩T/Nm转速n/rmin传动比i效率输入输出输入输出电动机轴4.5143.07100010.99轴4.464.3744.3843.479602.50.96轴4.204.12104.45102.4638440.97轴4.0043.92397.92389.969610.99工作机轴3.883.80385.98378.02964.传动件的设计计算4.1圆锥齿轮的设计计算 已知输入功率P1=4.46KW，小齿轮转速为960r/min，齿数比为u=2.5由电机驱动，寿命8年，单班制工作，带式运输，工作时有轻微振动，单向运转。每年工作300天。4.1.1选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案选用直齿锥齿轮传动。（2）输送机为一般工作机械，速度不高，故选用8级精度。（3）材料选择,有表10-1查选则小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS。大齿轮材料为45钢，调质，硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数则：。4.1.2、按齿面接触疲劳强度设计 按参考文献1式10-9a计算即 （1)确定公式内的各项数值试选载荷系数 =1.3计算小齿轮的转矩：由机械设计201页表10-6查出材料的弹性影响系数：由参考文献1209页表10-21按齿面硬度查出：小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa由参考文献1式10-13计算应力循环次数：=609601（183008）=1.106=1.106/2.5=4.424。由参考文献1207页图10-19查出得接触疲劳寿命系数：=0.92,=0.95。计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1。=0.99600MPa=594MPa=0.95550MPa=522.5MPa由参考文献1193页10-2取；由机械设计194页10-8试选动载系数；由机械设计226页表10-9取及为1；,，则=1.51.25=1.875，所以：锥齿轮传动的齿宽系数常取R=(2)计算计算小齿轮分度圆直径 2.9265.04mm计算圆周速度=m/s计算载荷系数V=2.73m/s,8级精度，查图10-8得与试选值相同，故选取按载荷系数校正分度圆直径 有公式（10-10a），得； 计算小齿轮模数mm4.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）确定计算参数计算载荷系数。 由图10-20查出：小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa由参考文献1206页10-18查表弯曲疲劳寿命系数=0.92,=0.95。计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数=1.4=328.57MPa =257.86MPa计算节圆锥角计算当量齿数=25.68，179.67由参考文献1200页10-5查取齿形系数及应力校正系数 查表得：=2.61，=2.06，=1.60，=1.97。计算；。大齿轮值较大（2）校核强度，由式（10-22） （10-23）得；， ,可知弯曲强度满足，参数合理4.1.4几何尺寸计算（1）锥齿轮大端分度圆直径84mm,=210mm（2）计算锥距R=113.21mm（3）大端齿顶圆直径:mm（5）计算齿宽,取4.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计已知：输入功率P2=4.2kw，小齿轮转速为384r/min，齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为8年（每年工作300天）单班制，带式输送机，工作时有轻微震动，单向运转。4.2.1选定齿轮精度等级，材料及齿数 （1）工作机为一般工作机，有轻微振动，故选用8级精度。 (2) 选用小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为280HBS。大齿轮为45钢，调制，硬度为240HBS，二者硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 初选螺旋角。 2、按齿面接触疲劳强度计 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.32） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.4353） 查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 4） 查教材图表（图10-26）得 =0.738 =0.862 =1.65） 由教材公式10-13计算应力值环数N=60nj =603841（83008）=4.42108h N=1.105h6） 查教材10-19图得：K=0.94 K=0.987） 查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa 8） 由教材表10-7查得齿宽系数=19） 小齿轮传递的转矩=1.04105N.m10） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.94600=564 =0.98550=539 许用接触应力为 （2） 设计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径 =2） 计算圆周速度1.29m/s3） 计算齿宽b及模数b=63.96mm =4) 计算齿宽与高之比 齿高h= =2.253.27=7.3575 = =8.695) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318X1X19tan=1.5066) 计算载荷系数K 系数=1.2，根据V=1.29m/s，8级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.11 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.2 由教材图表(表10-4）查得=1.46 查教材图表（图10-13）得=1.32 所以载荷系数 =2.43097) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =8) 计算模数 = 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式设计（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =2.19782） 根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.883） 计算当量齿数 =20.80 =83.194） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.78 ，=2.215） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.554 ，=1.7756） 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa 。7） 查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.92 K=0.958） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 = =9） 计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大.选用.（2） 设计计算1） 计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=74.20来计算应有的齿数.2）计算齿数 z=23.99 取z=24 那么z=964、几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=186（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改变不多,故参数,等不必修正.（3） 计算大.小齿轮的分度圆直径 d=75 d=297（4） 计算齿轮宽度 B= B2=75mm B1=80mm(5) 结构设计小齿轮齿顶圆直径为81mm大齿轮齿顶园直径为303mm5.联轴器的选择5.1联轴器的选择各种联轴器的比较5.1.1 刚性联轴器缺点：对两轴对中性要求较高，当两轴有相对位移存在时，就会在机件内引起附加载荷，使工作环境恶化。优点：结构简单，成本低，可传递较大的转矩，故当转速低时，无冲击；当轴的刚性大，对中性较好时常用。（1）挠性联轴器： 无弹性元件的联轴器，因有挠性，故可补偿两轴的相对位移。（2）十字滑块联轴器一般用于转速n250r/min,轴的刚性较大，且无剧烈冲击处.（3）滑块联轴器结构简单，尺寸紧凑，适用于小功率高转速而无剧烈冲击处。（4）十字轴式万向联轴器允许两轴间有较大的夹角。（5）齿式联轴器传递很大转矩，并允许有较大的位移偏移量，安装精度要求不高，但质量较大成本较高，在重型机械中应用广泛。5.1.2有弹性元件的挠性联轴器这类联轴器因装有弹性元件，不仅可以补偿两轴间的相对位移，而且具有缓冲间真的作用。（1）弹性套柱销联轴器拆装方便成本较低，但弹性套易磨损寿命较短，适用于连接载荷平稳，需正反转或启动频繁的传递中小转矩的轴。（2）弹性柱销联轴器传递能力大结构简单，安装制造方便耐久性好，弹性柱销有一定的缓冲和减振能力。综上所述，根据工作要求，选择弹性柱销联轴器较合理。根据所选电动机轴径的大小选择联轴器的孔径。结合所选Y132M6型电动机的技术数据和外形、安装尺寸，从GB/T5014-1995中查得HL3联轴器许用转矩为630许用最大转速5000r/min,轴径为30mm,32mm,35mm,38mm,故适用。6.轴的设计与校核6.0轴径的初算轴径可以按照扭转强度进行初算，计算公式为：式中P-轴所传递的功率（kw） n-轴的转速（r/min） C-由轴的许用应力所确定的系数，与材料有关，见表（3-1）参考文献26.0.1高速轴的最小轴径计算高速轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3取。由=4.46kw、转速代入公式有：=19.11mm由于高速轴上要开个键槽，所以轴径要扩大5%，则最小轴径为=20.07mm。6.0.2中间轴最小轴径的初算中间轴材料为45钢，根据表15-3取由4.20kw、384r/min代入公式有： 6.0.3低速轴最小轴径的初算低速轴的材料为45钢，根据表15-3取.由3.92kw、r/min代入公式有：mm6.1.1高速轴的设计与轴承的选择 1）高速轴上零件的定位，固定和装配两级展开式圆锥圆柱齿轮减速器中可将齿轮安排在箱体两侧，高速轴与小锥齿轮采用悬臂方式安装，齿轮由轴肩定位，套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以套筒轴向定位，轴承两端分别用挡油盖密封与固定。采用过渡配合固定。2）确定轴各段直径和长度（由左向右） 12段： 直径d12=38mm，L12=58mm23段： 直径d23=45mm; =50mm初选用30210型滚子轴承，其内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm。34段： 直径d34=50mm，mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定。45段： 直径 d45=57mm 长度 L45=140mm56段 直径 d56=50mm 长度 L56=18mm67段 直径 d67=43mm 长度 L67=51mm6.1.2.中间轴的设计与轴承的选择 1）中间轴的零件定位，固定和装配采用非对称方式将大锥齿轮放于轴右端，齿轮的一端用轴肩定位，另一段用套筒固定，传力较方便。阶梯轴通常采用圆角（12）。两端轴承常用同一尺寸，以便加工安装与维修，为便于装拆轴承，轴承上轴肩不宜太高。轴承两端分别用端盖密封与固定。2）确定轴的各段直径和长度（由左至右） I段： 直径，长 L1=60II段： 直径d2=37，长 L2=40该轴段安装低速大锥齿轮，齿轮分度圆直径为210III段： 固定II段齿轮轴肩直径d3=44，长 L3=39IV段：直径 d4=37，长 L4=78该轴段安装低速小齿轮，齿轮分度圆直径为75mm，安装轴径为37mm。初选30206型滚子轴承，其内径为30mm，外径为62mm，宽度为16mm 。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒。小轮距箱体内壁8mm。段： d5=30，长 L5=29.66.1.3.输出轴设计与轴承的选择 1）输出轴的零件定位，固定和装配采用非对称方式将大圆柱齿轮放于轴左端，齿轮的一端用轴肩定位，另一段用套筒固定，采用油润滑。阶梯轴通常采用圆角（12）。两端轴承常用同一尺寸，以便加工安装与拆卸维修，为便于装拆轴承，轴承上轴肩不宜太高。2）确定轴的各段直径和长度（由左至右）12段： d12=42 L12=60 与联轴器相联，所以长度取标准长度。 23段： d23=50 L23=7434段： d34=57 L34=30 初选30207型号的轴承，内径d=35mm,外径D=72mm，宽度B=17mm 套杯和套筒固定轴承。45段： d45=64 L45=16 56段 d56=50 L56=7367段 d12=48.8 L12=32.862.1轴的校核考虑I轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴直径为dD=38，查文献1表17-2选取联轴器规格HL3（Y3832）2，根据轴上零件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图6-1 图6-1 6.3.1齿轮1受力（1）圆周力（2）径向力 （3）轴向力6.3.2 求垂直面内的支撑反力=127.75mm, =123mm， =71mm垂直面内：，Y=0，垂直面内D点弯矩6.3.3水平面内的支撑反力：，则： 水平面内D点的弯矩：则D点的弯矩校核高速轴I：根据参考机械设计15-5式进行校核： 抗弯截面系数：轴的弯扭组合条件：故该轴满足强度要求。对于中间轴，和工作轴，由以上相同的方法进行校核，均满足设计要求.7.键的设计和校核7.1高速轴上的键的设计和校核已知高速轴上有两个键槽，直径分别为，公称转矩,设计此轴上的键。7.1.1选用键的类型由于d在3038mm之间，故在这段轴上采用的键为：bh=108.采用A型平键：由于d在3844mm之间，故在这段轴上采用的键为：bh=128.采用A型平键：7.1.2校核键的连接强度轴、键、轮毂的材料为钢，由表查得许用挤压应力在100120Mp之间，取平均值=110Mp,键的工作长度为，键与轮毂、键槽接触高度：,由式6-1知：=14.60MPa12.90MPa由此可见，键的强度合适，故选用键为108GB/T1096-2003, 128GB/T1096-2003。7.2中间轴上的键的设计和校核已知中间轴上有两个键槽，直径均为d=37mm公称转矩T=104.45,设计此轴上的键。7.2.1选用键的类型由于d在3038mm之间，故在这段轴上采用的键为:bh=108.采用A型平键：，7.2.2校核键的连接强度轴、键、轮毂的材料为钢，由表查得许用挤压应力在100120Mp之间，取平均值=110Mp,键的工作长度为,键与轮毂、键槽接触高度：k=0.5h=0.58=4mm由式6-1知：=35.29MPa22.40MPa由此可见，键的强度合适，故两键选用键为:128GB/T1096-2003。7.3低速轴上键的设计和校核已知高速轴上有两个键槽，直径分别为，公称转矩,设计此轴上的键。7.3.1选用键的类型由于d在3844mm之间，故在这段轴上采用的键为:bh=128.采用A型平键：由于d在4450mm之间，故在这段轴上采用的键为:bh=149.采用A型平键：7.3.2校核键的连接强度轴、键、轮毂的材料为钢，由表查得许用挤压应力在100120Mp之间,键的工作长度为,键与轮毂、键槽接触高度：,由式6-1知：=118MPa56.14MPa由此可见，键的强度合适，故选用键为108GB/T1096-2003, 66GB/T1096-2003。8.滚动轴承的选择及计算8.1设计1号轴的轴承8.1.1 1轴（1）转矩： 锥齿轮的小齿轮： 转速：功率：当量分度圆直径：齿轮上的圆周力：齿轮上的径向力：齿轮上的轴向力：寿命：由表13-1查得圆锥滚子轴承，取，, 初步计算当量动载荷:先假设Y=1.4=根据参考文献113-6,求轴承应有的额定动载荷值：根据参考文献2表15-4及及c,所以选用30210轴承，C=73200N,=92000N,验算如下：（1） 求当量动载荷： =（2） 验证轴承30210的寿命，根据机械设计式13-5得： 寿命高于预期计算寿命，所选用轴承合适。 对于其他的轴承通过以上相同的过程进行校核。易知，所选轴承均满足设计所需。II轴的轴承校核轴承30206的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查2表6-7，得Y=1.4，e=0.42，派生力，轴向力，右侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷：由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核3、III轴的轴承校核轴承30207的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查2表6-7，得Y=1.4，e=0.42，派生力，轴向力，左侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核9.铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸的确定铸铁减速器箱体结构尺寸如下表9-1：部位名称符号公式尺寸值箱座厚度8箱盖厚度8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径12地脚螺栓数目4轴承旁连接螺栓直径16箱盖和座连接螺栓直径12联接螺栓的间距150-200200轴承端盖螺钉的直径8视孔盖螺钉直径8定位销直径12至外箱壁距离22至凸缘边缘距离20轴承旁凸台半径20凸台高度22外箱壁至轴承座端面距50大齿轮顶圆与内机壁距8齿轮端面与内机壁距离8箱盖、箱座肋厚7高速轴轴承端盖外径100中间轴轴承端盖外径100低速轴轴承端盖外径130轴承旁连接螺栓距离10010附件的设计10.1.视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区位置，并有足够的空间，以便于能深入进行操作，窥视孔有盖板机体上开窥视孔与凸缘一块，以便于机械加工出支撑盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。10.2.放油孔与螺塞 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，与便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支撑面，并加封油圈加以密封。10.3.油标油标位于便于观察减速器油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。10.4.通气孔 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大为便于排气，在机盖顶部窥视孔盖上安装通气器，以便于达到体内为压力平衡。10.5.起盖螺钉 起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。10.6.定位销 为保证刨分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。10.7.吊钩在机盖上直接铸处吊钩和吊环，用以吊起或搬运较重的物体。11.润滑和密封对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且速较低，所以其速度远远小于（1.52）mmr/min，所以用脂润滑，箱体内选用SHO357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为H+h；H=40,h=17；所以H+h=40+17=57，其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖和机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创，其表面粗糙度应为6.3，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，均匀布置，保证部分面处的密封性。12设计小结 九、设计小结 由于此次设计时间较为紧迫，因此这次的设计存在很多问题。比如很多制造尺寸并未按照实际加工需要进行圆整，对于齿轮的计算并没有进行精确的校核，以及部分减速器组件的尺寸设计并不符合实